WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

   Добро пожаловать!

 

На правах рукописи

Устьянцев Михаил Валерьевич

повышение эффективности привода стенда испытаний гидромашин враЩательного действия

Специальность 05.02.02 – «Машиноведение,

системы приводов и детали машин»

Автореферат

диссертации на соискание учёной степени

кандидата технических наук

Ростов-на-Дону – 2012

Работа выполнена в федеральном государственном бюджетном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Донской государственный технический университет»

Научный руководитель:                 доктор технических наук, доцент

                                Рыбак Александр Тимофеевич

Официальные оппоненты: доктор технических наук, доцент, зав. кафедрой «Информационное обеспечение автоматизированного производства» ДГТУ

       Шишкарёв Михаил Павлович;

кандидат технических наук, доцент кафедры «Высшая математика - 2» РГУПС                                Лагунова Елена Олеговна

                                               

Ведущая организация: Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Азовочерноморская государственная агротехническая академия» г. Зерноград, Ростовская область

Защита состоится  29 мая 2012 г. в 10-00 часов на заседании диссертационного совета Д212.058.06 при Донском государственном техническом университете: 344000, г. Ростов-на-Дону, пл. Гагарина, 1, ауд. 252.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Донского государственного технического университета

Автореферат разослан ____ апреля  2012 г.

Учёный секретарь диссертационного совета,

доктор техн. наук, проф.                                        Ю.И. Булыгин

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы исследований. Системы приводов машин и агрегатов на основе объёмных гидравлических машин широко используются в различных отраслях промышленности. Одним из важнейших способов подтверждения надежности гидромашины являются её ресурсные испытания, при которых испытываемый объект подвергается нагрузкам, энергетические показатели которых равны либо превышают, нагрузку гидромашины в номинальном режиме её работы. Существуют различные способы создания нагрузки гидромашин, основанные на использование диссипативных сил, дополнительных источников расхода рабочей жидкости, сил инерции и пр., что делает процесс проведения испытаний весьма ресурсоёмким. При проведении стендовых испытаний полезная работа не выполняется, следовательно, мощность потребляемую приводом стенда следует по возможности снизить. Рядом авторов предлагались рекуперативные системы приводов стендов, позволяющие как создавать нагрузку, так и возвращать часть энергии обратно в систему испытаний, которые к настоящему времени изучены недостаточно.

Таким образом, вопросы, связанные с исследованием, проектированием и расчётом рекуперативных систем приводов испытательных стендов объемных гидравлических машин являются актуальными и своевременными.

Целью работы является повышение эффективности рекуперативной системы привода стенда испытаний объемных гидравлических машин за счёт усовершенствования теории и методики её расчёта и проектирования.

Задачи исследований. Для достижения поставленной в работе цели было необходимо решить следующие задачи:

  1. Проанализировать существующие типы приводов стендов проведения ресурсных испытаний объёмных гидромашин.
  2. На основе анализа существующих типов систем приводов испытательных стендов, разработать рекуперативную систему привода испытаний объемных гидравлических машин, рабочие объемы которых в процессе испытания могут быть различными.
  3. Создать конструкцию стенда испытаний объемных гидравлических машин, рабочие объемы которых в процессе испытания могут быть различными.
  4. Получить математическую модель рекуперативной системы привода испытаний гидравлических машин, рабочие объемы которых в процессе испытания могут быть различными.
  5. Экспериментально исследовать влияние свойств элементов рекуперативной системы привода на качества переходных процессов и энергетические показатели проведения испытаний.
  6. Экспериментально исследовать влияние технологических и конструктивных параметров гидравлического привода на основе аксиально-поршневых машин на эксплуатационные свойства предлагаемой системы.
  7. Используя результаты теоретических и натурных исследований разработать методику расчётов при проектировании и дать рекомендации по использованию рекуперативной системы привода испытаний объемных гидравлических машин.

Предмет исследования. Рекуперативная электро- гидромеханическая система привода стенда испытаний объемных гидравлических машин.

Методика исследований. Выполненные в работе исследования основываются на использовании положений и методов теоретической и аналитической механики, электротехники, гидродинамики, теории упругости, численных методов решения дифференциальных уравнений, а также методов экспериментальной механики и имитационного моделирования.

Научная новизна работы заключается в том, что автором:

  1. Разработана математическая модель рекуперативной электро- гидромеханической системы стенда для испытаний объемных гидравлических машин с различными рабочими объёмами на основе учёта упруго-диссипативного состояния её элементов, что позволило осуществить теоретические исследования системы и выявить влияние основных конструктивных и функциональных параметров системы на процесс её функционирования (п.п. 1,2).
  2. Определено влияние конструктивных и функциональных параметров элементов электро-гидромеханической системы привода на показатели энергетической эффективности её работы, что позволило произвести проектирование моделируемой системы с теоретически обоснованными параметрами (п. 2).
  3. Разработана методика проектного расчёта рекуперативной системы стенда для испытаний объемных гидравлических машин вращательного действия (п. 2).

Практическая ценность и реализация результатов работы.

  1. Предложенная система привода стенда испытаний объемных гидравлических машин вращательного действия с различными рабочими объёмами позволяет уменьшить производственные и эксплуатационные затраты проведения испытаний.
  2. Разработана методика моделирования параметров рекуперативной системы стенда испытаний гидравлических машин вращательного действия с различными рабочими объёмами, позволяющая повысить его эффективность.
  3. Разработаны рекомендации к методике проведения испытаний объемных гидравлических машин с различными рабочими объёмами, позволяющие выявлять влияние различных функциональных параметров испытываемого объекта на динамику работы предлагаемой системы.
  4. Результаты работы приняты к применению на заводе ООО «СП«Донпрессмаш», г. Азов, а также реализованы в виде испытательного стенда, который используются на предприятие ООО «НПП Степь», г. Ростов-на-Дону. Суммарный ожидаемый экономический эффект составляет 540 тысяч рублей в год.

Апробация работы. Основные положения исследований докладывались и обсуждались на научно-технических конференциях: «Инновационные технологии в машиностроении», Ростов-на-Дону, 2009; «Перспектива 2010», Нальчик; «Инновация, экология и ресурсосберегающие  технологии на предприятиях машиностроения, авиастроения, транспорта и сельского хозяйства» Ростов-на-Дону, 2010; «Инновационные технологии в машиностроении и металлургии», Ростов-на-Дону, 2011; «Транспорт-2011»,  Ростов-на-Дону; ежегодных конференциях ДГТУ в 2009…2011 годах.

Публикации. По материалам диссертации опубликовано 11 печатных работ, в том числе три в издании, рекомендованном ВАК РФ.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, четырёх разделов, общих выводов и рекомендаций, списка использованной литературы из 108 наименований, имеет 67 рисунков, 7 таблиц, основной текст диссертации изложен на 146 страницах машинописного текста, приложений на 43 страницах.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Введение содержит краткое обоснование темы и аннотацию работы. Здесь же указывается но то, что под приводом стенда испытаний гидромашин вращательного действия (далее привод) понимается электро- гидромеханическая система, предназначенная для обеспечения функционирования гидромашин в режиме испытания с заданным уровнем нагрузки.

В первом разделе проведен анализ научных работ посвящённых рассматриваемой теме. Особо отмечаются работы, посвящённые исследованиям тематики диссертации, таких учёных как Пономаренко Ю.Ф., Гавриленко Б.А., Башта  Т.М., Прокофьев В.Н., Зайченко И.З., Идельчик И.Е., Юрьев А.С., Вильнер Я.М., Карелин В.Я., Копылов И.П., Тягунов Ф.Ф., Ривин Е.И., Ситников Б.Т., Комисарик С.Ф., Никитин О.Ф., Сырицын Т.А., Богуславский И.В., Водяник Г.М., Чупраков Ю.И., Попов Д.Н., Абрамов Е.И, Ушаков И.А., Свешников В.К., Усов А.А., и другие.

Приведен анализ различных видов приводов и систем, позволяющих создавать нагрузку на испытываемых объектах, направленный на выявление возможности снижения ресурсоемкости их испытаний, который показал, что наиболее перспективным является использование рекуперативных систем привода, которые одновременно создают нагрузку на испытываемом объекте и частично возвращают преобразованную энергию в систему испытаний. Недостатком данного метода создания нагрузки гидромашин является наличие дополнительных источников расхода, которые создают давление в напорной магистрали стенда, что приводит к излишним расходам с позиции ресурсоемкости и усложняет систему энергопотребления. Произведены исследования направленные на выявление рациональных способов создания нагрузки гидравлических машин и методов их моделирования при проектировании, в результате которого сделан вывод, что наибольший интерес представляют гидромеханические рекуперативные системы приводов, однако для этих систем отсутствуют теория и методика расчёта при проектировании.

Из проведенного анализа следует, что вопросы, связанные с теорией и методами проектирования гидромеханических рекуперативных систем привода испытаний объемных гидравлических машин изучены недостаточно. Это позволило сформулировать цель и задачи исследований.

Во втором разделе рассматривается объект исследования и проводится его теоретический анализ. В качестве объекта исследования рассматривается привод стенда испытаний гидромашин вращательного действия.

На рисунке 1 приведена принципиальная схема исследуемой системы, работа которой заключается в следующем.

Рисунок 1. Схема рекуперативного привода стенда испытаний гидромашин вращательного действия.

Энергия, взятая из трехфазной электрической сети, преобразуется асинхронным двигателем (АД) в энергию вращения вала I, которая, через механическую передачу 1 передается на II вал, механически связанного с валом испытуемого гидронасоса, где суммируется с энергией вращения вала III испытуемого гидромотора, приведенной к валу II через механическую передачу 2. Гидравлический насос (ГН) предает энергию вращения вала II создаваемому им гидравлическому потоку рабочей жидкости, которая через напорную магистраль (Н), передается в напорный канал гидравлического мотора, посредствам которого энергия гидравлического потока преобразуется в энергию вращения вала III. Рост давления в напорной магистрали стенда обеспечивается за счет того, что расход, создаваемый гидравлическим насосом на некоторую величину должен превосходить расход, который потребляет гидравлический мотор. Это возможно выполнить варьированием таких параметров, как рабочие объемы гидравлических машин и передаточное отношение механической передачи 2. Рост давления в напорной магистрали контролируется предохранительным клапаном непрямого действия (КПП). Обратный клапан (ОК) предназначен для создания условия разгрузки гидросистемы в моменты её выхода на заданные режимы испытаний.

С целью оценки потребляемой энергии электродвигателем, а также выявления его влияния на качество переходных процессов рекуперативной системы, предлагается использовать математическую модель асинхронного электродвигателя в следующей системе выражений:

;

;

;

;

;

;        , где:

– потокосцепление статора и ротора, разложенное в ортогональной системе x-y; и – напряжение, приложенное к обмоткам статора, разложенное в ортогональной системе x-y; и   – сопротивление обмоток статора и ротора соответственно; – синхронная частота вращения поля статора; – частота вращения вала электродвигателя; – число пар полюсов электродвигателя; – промежуточная функция, где: и – индуктивность обмоток статора и взаимная индуктивность между роторной обмоткой (одной фазой) и статорными обмотками (всеми фазами), и – индуктивность рассеяния роторной обмотки; – напряжение в фазовой цепи; Mэд – крутящий момент, передаваемый электродвигателем на вал I механической системы; t – время. Все величины приведены в системе единиц СИ.

Изменение угловой скорости вращения соответствующих валов определим по уравнениям:

;                ;                ,

где  – угловая скорость вращения вала гидравлического насоса; – угловая скорость вращения вала гидравлического мотора; MI, MII и MIII – суммы крутящих моментов, приведенные к соответствующим валам; JI, JII и JIII – значения центральных приведенных моментов инерции к соответствующему валу.

Для анализа функционирования гидромеханической системы, а также учета потерь энергии в гидромеханической рекуперативной системе привода испытаний гидравлических машин предлагается использовать динамическую модель упруго-диссипативного состояния элементов участков гидропривода на основе понятия приведенной объемной жесткости в соответствующем мгновенном энергетическом состоянии. Приращение давления во времени в выделенном объеме рабочей жидкости участка гидросистемы определим по формуле:

,

где  и  – соответственно суммы всех мгновенных (j-х) расходов рабочей жидкости, входящих и исходящих из рассматриваемого (i-го) объёма жидкости во время dt; – мгновенная приведенная объёмная жесткость выделенного участка гидромеханической системы, которая определяется формулой:

,

где– жёсткость элементов выделенного участка гидромеханической системы, которую в соответствие с выбранной методикой определим из выражения:

,

где – объём элемента выделенного участка, а – его модуль упругости. Так как модуль упругости материала стенки, ограничивающей объем рабочей жидкости, значительно выше модуля упругости рабочей жидкости (примерно на два порядка), значение первого можно принять константой. Известно, что модуль упругости объема рабочей жидкости в значительной мере зависит от давления и процентного содержания нерастворенного в ней газа в её выделенном объёме. Следовательно, мгновенные жёсткости объема рабочей жидкости - го участка гидравлической системы можно рассчитать с учетом изменения ее модуля упругости:

,

где: k – процентное содержание нерастворенного воздуха в выделенном объёме рабочей жидкости; - модуль упругости жидкости при атмосферном давлении; – значение давления, действующего в выделенном  объеме жидкости.

Расходы рабочей жидкости, входящие и исходящие  i-го участка объёма жидкости, соответствие с рассматриваемыми родами источников расхода, можно рассчитать по следующим выражениям:

;

;

;

где: – мгновенное значение коэффициента гидравлических потерь для каждого j-го гидравлического сопротивления, рассчитываемого по известным методикам; – площадь живого сечения соответствующего гидравлического сопротивления;  – изменение скорости выделенной площади механического элемента входящей либо исходящей из i-го выделенного объема жидкости за время ; - плотность выделенного объема рабочей жидкости, текущее значение которой можно рассчитать как: , где - плотность рабочей жидкости выделенного объёма при нормальных условиях. В предложенной модели пренебрегаем процессом теплообмена энергоносителей системы с окружающей средой, а также  зависимостями изменения вышеприведенных величин от изменения температуры рабочей жидкости (вследствие ее дросселирования), с целью упрощения расчетов.

Влияние изменения параметров, учтенных в предлагаемой динамической модели упруго-диссипативного состояния участков элементов гидромеханической системы, покажем на результатах  расчета системы (рисунок 2), состоящей из двух приведенных жесткостей С 1 и С 2, объем которых ограничен двумя соответствующими гидравлическими сопротивлениями типа «отверстие с острой кромкой» (модуль упругости стенки принимался равным 3500 МПа, модуль упругости рабочей жидкости - 1500 МПа, процентное содержание нерастворенного воздуха – 3%, плотность рабочей жидкости – 900 кг/м3 (при н. у.)). Геометрические параметры и расчетная схема приведены на рисунке 2. На рисунках 3 и 4 – расчетные величины со штрихом соответствуют предлагаемому расчету.

Рисунок 2. Схема расчета примера (размеры указаны в мм).

Расчет примера также проводился и без учёта изменения свойств рабочей жидкости от мгновенного давления, с коэффициентом гидравлических сопротивлений равным 0,7 (на рисунках 3 и 4 – расчетные величины без штриха).

Рисунок 3. Результаты расчета величин приведенных жесткостей С1, С2, МПа/см3 и давлений p1, p2, МПа.

Рисунок 4. Результаты расчета величин расходов через гидравлические сопротивления Q1, Q2 и Q3, л/мин.

Результаты расчета примера показывают, что скорость роста расходов через гидравлические сопротивления в значительной степени зависит от изменения их определяющих приведенных жесткостей. Также отмечается зависимость снижения величины расхода рабочей жидкости при увеличении плотности рабочей жидкости с ростом давления.

Предложенная модель упруго-диссипативного состояния участков элементов гидромеханической системы, позволяет не только рассчитать конструктивные и энергетические параметры рекуперативной гидромеханической системы, которые обеспечат испытание гидростатической трансмиссии при заданных функциональных параметрах, но и произвести рационализацию элементов системы с целью обеспечения их наилучших свойств работы на неустановившихся режимах и во время переходных процессов.

Для оценки эффективности работы рекуперативного привода стенда предлагается расчет коэффициента затрат, равного отношению затраченной мощности к мощности проведения испытаний:

,

где  – мощность, потребляемая электродвигателем,  – мощность нагрузки испытываемых объектов. Коэффициент затрат должен стремиться к нулю, т.е. при достаточном уровне мощности нагрузки испытываемых объектов,  должна стремиться к нулю.

Третий раздел посвящён теоретическим исследованиям влияния конструктивных и функциональных параметров рекуперативной системы привода стенда на эксплуатационные характеристики системы испытаний. С этой целью математическая модель стенда реализована в специально разработанной программе.

Расчёт проводился для гидростатической трансмиссии со следующими базовыми параметрами:

Испытываемая гидростатическая трансмиссия (на примере ГСТ-90):

Рабочий объем (см3/об): насоса (макс/мин) –  89/0;  мотора: макс – 89;

насоса подпитки – 18,05.

КПД (объемный /гидромеханический /полный, %): 0,95/0,9/0,86.

Центральные моменты инерции (кгм2): насоса– 0,037;  мотора – 0,035.

Основные технические характеристики моделируемой рекуперативной системы привода испытаний гидростатической трансмиссии:

– электродвигатель: мощность (кВт) - 18,5; номинальная частота вращения ротора электродвигателя (об/мин) – 2930; ток, потребляемый при напряжении сети 380 В (А) - 35; КПД (%) – 90,0; коэффициент мощности – 0,88; кратность пускового тока (Iп/Iн) - 7,5;  кратность пускового крутящего момента (Мп/Мн) – 2,0; кратность максимального крутящего момента (Мmax/Мн) – 2,3;  центральный момент инерции ротора электродвигателя - 0,0550 кгм2.

– механическая передача: передаточное отношение i1 механической передачи 1 во всех экспериментах оставалось неизменным i1=2; центральные моменты инерции соответствующих шкивов (кгм2): Ja =0,005; Jb =0,01; Jc =0,01; Jd=0,015.

– клапан предохранительный переливной (КПП, на примере КН50.16-000): номинальное давление – 16 МПа; номинальный расход рабочей жидкости - 50 л/мин; изменение давления настройки при изменении расхода от 10 до 50 л/мин.:  не более  1 МПа; максимальное давление разгрузки - 0,4 МПа.

– клапан обратный ОК (на примере БК2.505.334-06): номинальное давление – 32 МПа; расход рабочей жидкости - 160 л/мин.

– рукава высокого давления (РВД): условный диаметр (Dy) – 32 мм; номинальное давление – 32 МПа; длинны РВД – 4501450 мм.

– модуль упругости стенки РВД - 3500 МПа.

– модуль упругости металлических стенок – 2105 МПа.

– модуль упругости рабочей жидкости (при н.у.) – 1500 МПа.

– плотность рабочей жидкости (при н.у.) – 900 кг/м3.

– процентное содержание нерастворенного воздуха в рабочей жидкости – 3%.

На рисунке 5 изображена схема рекуперативной системы привода испытаний гидростатической трансмиссии, где: Сi , pi –

Рисунок 5. Схема рекуперативной системы привода испытаний гидростатической трансмиссии

– приведенные жесткости и соответствующие давления рабочей жидкости i-х участков гидросистемы, q0-q5 – функции гидравлических сопротивлений, учитывающие гидравлические потери энергии по длине подводящей гидроаппаратуры; НП – насос ГСТ; МП – мотор ГСТ; НШ, КП1 и ОК_1, ОК_2 – соответственно насос подпитки, предохранительный и обратные клапаны сливной магистрали, обратный клапан напорной магистрали; КП2, КП3, КП4 – предохранительные клапаны МП (давление настройки которых соответственно составляет 1,5, 32 и 32 МПа); КЭУ – клапан управления КПП; ГПА – пневмогидроаккумулятор.

Рассмотрим динамику работы стенда с постоянными (максимальными) рабочими объёмами насоса и мотора. Полагаем, что в рассматриваемом случае наиболее информативными показателями функционирования рекуперативной системы являются показатели мощностей асинхронного электродвигателя, насоса и мотора ГСТ, а также расходы через клапаны КПП и ОК, результаты расчета которых приведены на рисунках 6-7.

Расчет параметров рисунков 6-7 проводился при условии работы КЭУ: при  t2 и t5 клапан открыт; при 2‹t‹5 клапан закрыт. Давление настройки КПП составляло 16 МПа. Управление клапаном КПП обеспечивает вывод рекуперативной системы на режим после разгона механической системы.

По результатам моделирования был произведен расчет коэффициента затрат рекуперативной системы на установившемся режиме для соответствующего передаточного отношения (при i2=1.05 коэффициент затрат равен ; при i2=1,25 - ; при i2=1,43 - ), который показал, что с повышением передаточного отношения i2 эффективность рекуперативной системы

испытаний объёмных гидромашин снижается.

Рисунок 6. Расчетные значения мощностей АД, НП и МП при различных передаточных отношениях i 2:

индекс 1 соответствует i2=1.05, индекс 2 – i2=1,25, индекс 3 – i2=1,43.

Рисунок 7. Расчетные значения расходов через клапаны КПП и ОК при различных передаточных отношениях механической передачи 2:

индекс 1 соответствует i2=1.05, индекс 2 – i2=1,25, индекс 3 – i2=1,43.

Расчет значений мощностей (рис.6) показывает, что увеличение передаточного отношения приводит к значительному росту потребляемой мощности электродвигателя, что объясняется увеличением расхода (и соответственно мощности потерь) рабочей жидкости через предохранительную систему КПП (рис.6), что снижает эффективность рекуперативной системы. С другой стороны, величина превышения подачи НП должна в достаточной степени превышать потребляемый расход МП для того, чтобы компенсировать утечки и перетечки рабочей жидкости в каналах НП, МП и КПП. Также можно отметить, что при малых значениях i2 в режиме перелива работы КПП возможно превышение давления сливной магистрали над величиной давлений в напорной магистрали, что приведет к открытию обратного клапана ОК. Результаты расчета также показывают, что выход на режим сопровождается резким повышением давления, которое ограничивает КПП, что может негативно сказаться на испытываемой ГСТ.

Время выхода на режим возможно увеличить следующими путями – плавное увеличение величины подачи рабочей жидкости НП в напорную магистраль системы над величиной потребляемого расхода МП за счет изменения i2 (или при i2=const, плавное увеличение рабочего объема НП) или установкой пневмогидроаккумулятора (позиция ГПА рисунка 5).

Расчет системы с переменным рабочим объёмом НП проводился при закрытом КЭУ и передаточным отношением i2=1,1, для двух случаев – с отключенным ГПА и подключенным ГПА к напорной магистрали стенда. Давление настройки КПП составляет 16 МПа. Объём пневмогидроаккумулятора - 0,4 дм3, давление зарядки - 2 МПа. Результаты расчетов приведены на рис. 8-11. В обоих случаях рабочий объем НП в течение первых двух секунд оставался равным нулю, затем линейно возрастает от 0 до 90 см3 в интервале времени от 2 до 4 секунд, далее до восьми секунд остается равным 90 см3, после чего в течение двух секунд линейно снижался до нуля и далее был неизменен.

Рисунок 8. Расчетные значения расходов рабочей жидкости НП, НШ, МП и через клапаны КПП, ОК, ОК1 и ОК2 при отключенном ГПА.

Рисунок 9. Расчетные значения давлений напорной (p1) и сливной (p2) магистрали, а также мощности НП, МП и АД при отключенном ГПА.

Как видно из результатов расчетов, приведённых на рисунках 8-9, при величине расхода рабочей жидкости НП, равной нулю, испытываемый МП работает в режиме гидронасоса за счет открытия обратных клапанов OK, ОК2 и подпитки напорной магистрали НШ. Плавное увеличение расхода рабочей жидкости, создаваемого гидронасосом НП, и работа обратных клапанов ОК1, ОК2 и ОК приводит к переводу режима работы МП из режима гидронасоса в режим гидромотора, после чего начинается процесс рекуперации энергии сопровождающийся резким ростом давления в напорной магистрали вследствие высокой величины значения её приведенной жесткости. Проведенный анализ показывает, что снижение скорости роста давления в рекуперативном режиме целесообразно проводить путем снижения приведенной жесткости напорной магистрали, а именно установкой пневмогидроаккумулятора. Результаты расчета рекуперативной системы стенда, оснащенной пневмогидроаккумулятором (ГПА) приведены на рисунках 10 и 11.

Рисунок 10. Расчетные значения расходов рабочей жидкости НП, НШ, МП и через клапаны КПП, ОК, ОК1 и ОК2 при подключенном ГПА.

Рисунок 11. Расчетные значения давлений напорной (p1) и сливной (p2) магистрали, а также мощности НП, МП и АД при подключенном ГПА.

С увеличением передаточного отношения i2 скорость заполнения рабочего объема пневмогидроаккумулятора будет увеличиваться, что объясняется ростом разницы расходов рабочей жидкости соответствующих НП и МП напорной магистрали. Таким образом, рабочий объем пневмогидроаккумулятора можно выбрать путем его расчета по значению времени выхода системы на заданный уровень давления напорной магистрали и разнице расходов рабочей жидкости, создаваемой НП и МП в условиях рекуперативного режима работы гидромеханической системы.

При выводе системы из рекуперативного режима её работы, пневмогидроаккумулятор некоторое время поддерживает давление рабочей жидкости в напорной магистрали, что приводит к кратковременному превышению значения мощности, возвращаемой в систему испытаний благодаря работе МП, над величиной мощности, потребляемой гидронасосами НП и НШ. Пневмогидроаккумулятор в совокупности с напорной магистралью системы в приведенных условиях является источником энергии, что приводит к кратковременному превышению угловой скорости вращения ротора асинхронного электродвигателя над угловой скоростью вращения магнитного поля статора и переводу его работы в рекуперативный режим.

Таким образом, анализ результатов проведенных расчетов показывает, что наибольшее влияние на эффективность рекуперативной системы привода стенда испытаний гидростатической трансмиссии, оказывает влияние величины передаточного отношения механической передачи 2, а также упруго-диссипативные свойства гидромеханической системы.

На основании исследования была разработана методика расчета рациональных параметров рекуперативной системы привода стенда ресурсных испытаний объемных гидравлических машин, позволяющая повысить её эффективность.

В четвертом разделе произведено экспериментальное подтверждение верности аналитических выводов и математической модели рекуперативной системы привода испытаний гидростатической трансмиссии.

Экспериментальные исследования рекуперативной системы привода испытаний гидростатической трансмиссии проводились на специально разработанном стенде, фотография которого приведена на рисунке 12.

Рисунок 12. Общий вид экспериментального стенда.

На рисунках 13-15 приведены основные результаты экспериментальных исследований, в которых основными показателями функциональности предлагаемой системы были выбраны давления рабочей жидкости на входе и выходе НП и МП, а также частоты вращения валов I, II и III, что позволило произвести оценку её эффективности путем расчета коэффициента затрат в рекуперативном режиме. На рисунках 13-14 приведены результаты исследований для рекуперативной системы, в которой передаточное отношение i2=1,05, ГПА отключен. На рисунках 15-16 - передаточное отношение i2=1,15, ГПА отключен. На рисунках 17-18 - передаточное отношение i2=1,1, ГПА подключен (рабочий объем – 1 дм3, давление зарядки газовой камеры 1,8 МПа). Во всех экспериментах: КЭУ отключен, давление настройки КПП 15,5 МПа; запуск системы осуществлялся при нейтральном положении золотника сервораспределителя, управляющим рабочим объемом НП. После разгона механической системы (t46 с), рабочий объем НП изменялся до максимального значения, и по пришествию некоторого времени (510 с) уменьшался до минимального значения. Время изменения рабочего объема НП фиксировалось.

Сравнительный анализ представленных характеристик указывает на удовлетворительную сходимость теоретических и экспериментальных исследований привода испытаний гидравлических машин (на примере ГСТ-90), что свидетельствует о том, что разработанная автором математическая модель привода испытаний гидравлических машин удовлетворительно описывает её функционирование как на установившихся, так и на переходных режимах.

Рисунок 13. Графики экспериментальных величин (i2=1,05; ГПА отключен):

а – давления (МПа) на входе и выходе НП ( и ) и МП ( и );

б – частоты вращения (об/с)  валов ЭД, НМ и МП;

в – расчетные значения соответствующих активных мощностей (кВт) NЭД, NНП и NМП, пересчитанных по экспериментальным данным (рисунки а и б).

Расчетное значение коэффициента затрат составляет .

Рисунок 14. Графики экспериментальных величин (i2=1,15; ГПА отключен):

а – давления (МПа) на входе и выходе НП ( и ) и МП ( и );

б – частоты вращения (об/с) валов ЭД, НМ и МП;

в – расчетные значения соответствующих активных  мощностей (кВт) NЭД, NНП и NМП, пересчитанных по экспериментальным данным (рисунки а и б).

Расчетное значение коэффициента затрат составляет .

Рисунок 15. Графики экспериментальных величин (i2=1,1; ГПА подключен):

а – давления (МПа) на входе и выходе НП ( и ) и МП ( и );

б – частоты вращения (об/с) валов ЭД, НМ и МП;

в – расчетные значения соответствующих активных мощностей (кВт) NЭД, NНП и NМП, пересчитанных по экспериментальным данным (рисунки а и б).

Расчетное значение коэффициента затрат составляет .

Общие выводы. Представленная диссертация является научно-квалификационной работой, в которой содержится решение задачи, имеющей существенное значение для отрасли машиностроения и направленной на повышение эффективности и снижение ресурсоёмкости процесса испытаний объемных гидравлических машин. Основные выводы по работе сформулируем в следующем виде:

    1. С позиции совершенствования теории и методов проектирования систем испытаний объемных гидромашин большой интерес представляют рекуперативные гидромеханические системы, позволяющие значительно упростить конструкцию стендов испытаний объемных гидромашин и повысить эффективность их работы.
    2. Предложенная рекуперативная система привода стенда позволяет обеспечить создание заданных нагрузок на испытываемых гидромашинах в режиме работы, максимально приближенному к реальности, а также уменьшить затраты на проведение испытаний.
    3. Разработанная математическая модель асинхронного электродвигателя позволила получить его динамические характеристики и оценить их влияние на работу предлагаемой рекуперативной системы, а также оценить эффективность работы рекуперативной системы в целом.
    4. Использование, при моделировании привода испытательного стенда, теоретических положений об объёмной жёсткости гидравлических приводов и их элементов с учётом нелинейности упруго-диссипативных свойств энергоносителя (рабочей жидкости) позволило оценить количественное и качественное влияние различных конструктивных и функциональных параметров элементов гидромеханической системы на основные функциональные и динамические показатели (в том числе и эффективность) её работы.
    5. Разработанная математическая модель рекуперативной системы привода испытаний гидростатической трансмиссии позволила выявить основные конструктивные и функциональные параметры, оказывающие первостепенное влияние на её эффективность и эксплуатационные показатели, что создаёт возможность совершенствовать конструктивные элементы системы путем анализа их функционирования.
    6. Установлено, что на основные функциональные и конструктивные параметры рекуперативной системы привода первостепенное влияние оказывают упруго-диссипативные свойства элементов источников и потребителей расхода гидравлической системы. С уменьшением приведенной жесткости напорной магистрали уменьшается скорость роста давления при выходе системы на заданный уровень давления в режиме рекуперации. Рост гидравлического сопротивления каналов гидромеханической рекуперативной системы, повышает потери энергии, что снижает эффективность работы системы. Стабильность рекуперативного режима и его эффективность в совокупности ограничивается устойчивостью работы предохранительной системы при минимальных значениях расходов рабочей жидкости через нее, величинами утечек рабочей жидкости из напорной магистрали в дренажную либо сливную систему, а также величиной передаточного отношения механической передачи связывающей валы испытываемых объёмных гидравлических машин.
    7. Предложенная конструкция рекуперативной системы стенда ресурсных испытаний объёмных гидромашин, не только позволяет повысить эффективность проведения ресурсных испытаний насосов и моторов, но и дает возможность использовать преимущества рекуперативной системы для создания иных стендов испытаний элементов объемного гидропривода.

Публикации. Основные материалы диссертационной автором работы опубликованы в следующих научных печатных трудах:

Статьи в журналах, рецензируемых Высшей аттестационной комиссией:

  1. Устьянцев М.В. Рекуперация энергии при испытании гидроцилиндров / А. Н. Чукарин, А.Т. Рыбак, М.В. Устьянцев и др.// Вестник РГУПС. – 2009. – №4 (36). -  С. 12 – 16.
  2. Устьянцев М.В. Система привода щетки аэродромной уборочной машины с дроссельной синхронизацией работы гидромоторов./ А.Т. Рыбак, А.И. Мартыненко, М.В. Устьянцев // Вестник ДГТУ. - 2011.-Т.11,  - № 4(55), С. 505-512.
  3. Устьянцев М.В. Исследование рекуперативной гидромеханической системы стенда испытаний объемных гидромашин/ А.Т. Рыбак, В.П. Жаров, М.В. Устьянцев и др. // Вестник ДГТУ. - 2012.-Т.11, № 9(60).-С. 1651-1661.

Доклады и тезисы докладов на конференциях:

  1. Устьянцев М.В. Рекуперация энергии при испытании поршневых гидроцилиндров / А. Н. Чукарин, А.Т. Рыбак, М.В. Устьянцев и др.// Инновационные технологии в машиностроении.: сб. тр. Междунар. науч.-практ. конф. / ВЦ «ВертолЭкспо». – Ростов н/Д, 2009. – С. 64-67.
  2. Устьянцев М.В. Рекуперация энергии при испытании плунжерных гидроцилиндров/ А. Н. Чукарин, А.Т. Рыбак, М.В. Устьянцев и др. // Инновационные технологии в машиностроении.: сб. тр. Междунар. науч.-практ. конф. / ВЦ «ВертолЭкспо». – Ростов н/Д, 2009. – С. 68-71.
  3. Устьянцев М.В. Рекуперация энергии при ресурсных испытаниях гидроцилиндров/ М.В. Устьянцев, Н.М. Корниенко // Перспектива 2010: сб. тр. Междунар. науч.-практ. конф. молодых учёных, аспирантов и студентов. – Нальчик: Каб.-Балк. ун-т, 2010: – T. V. – C. 333-337.
  4. Устьянцев М.В. Математическое моделирование стенда с рекуперацией энергии для ресурсных испытаний гидроцилиндров / А.Т. Рыбак, М.В. Устьянцев // Инновация, экология и ресурсосберегающие технологии на предприятиях машиностроения, авиастроения, транспорта и сельского хозяйства: тр. IX Междунар. науч.-техн. конф. / ДГТУ. – Ростов н/Д, 2010. – С. 623-627.
  5. Устьянцев М.В. Моделирование аксиально-поршневого гидронасоса с учетом его объемной жесткости / М.В. Устьянцев, А.Т. Рыбак, А.В. Капуста // МетМаш. Станкоинструмент-2011: сб. тр. Междунар. науч.-практ. конф. – Ростов н/Д. 2011. – С. 144-149.
  6. Устьянцев М.В. Моделирование аксиально-поршневого гидромотора с учетом его объемной жесткости / М.В. Устьянцев, А.Т. Рыбак, А.В. Капуста // МетМаш. Станкоинструмент-2011: сб. тр. Междунар. науч.-практ. конф. – Ростов н/Д, 2011, – С. 149-154.
  7. Устьянцев М.В. Динамика трехмассовой электромеханической системы привода стенда испытаний объёмной гидропередачи / М.В. Устьянцев, А.Т. Рыбак // Транспорт 2011: сб. тр. Междунар. науч.-практ. конф. / РГУПС.  – Ростов н/Д, 2011. – Ч. I. – С. 353-355.
  8. Устьянцев М.В. Влияние нерастворенного воздуха рабочей жидкости на коэффициент объёмной жесткости гидросистемы / М.В. Устьянцев, А.Т. Рыбак, А.Г Ефименко // Транспорт 2011: сб. тр. Межднар. науч.-практ. конф. / РГУПС.  – Ростов н/Д, 2011. – Ч. I. – С. 356-357.



© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.